主轴前端的锥孔用于安装带柄铣刀。

内孔的锥度为，不能自锁，因而主轴中有通孔，拉杆可由通孔伸到主轴顶外，用螺纹连接将铣刀拉紧。

传动主轴的旋转运动，由齿轮经过平键传给主轴。

齿轮由螺母和平键固定。

平键用于圆周方向的固定并传递扭矩。

轴承主轴经过轴承装在箱体中。

前支承上装有个双列向心短圆柱滚子轴承，它的主要特点是径向刚度和承载能力大，旋转精度高，径向结构紧凑和寿命长，但它不能承受轴向载荷中支承上装有两个单列向心推力球轴承，它的主要特点是即能承受径向载荷又能承受轴向载荷，本设计采用背靠背的组合，所以可承受两个方向的轴向力后支承上装有个单列向心球轴承，用以承受径向载荷，其内圈通过弹簧卡圈固定在轴上，其外圈不固定在箱体上。

这样，当主轴因工作而产生热变形时，轴承外圈可在箱体孔中沿轴向移动，可避免产生轴承间隙变小或卡死现象。

轴承调整可用螺母调整主轴前轴承的间隙。

调整时松开上的锁紧螺钉，然后拧动螺母，推动靠在轴承边的环，这样就对轴承与轴承进行了间隙调整。

润滑润滑油由进油孔流入支承。

为了防止灰尘水汽等进入轴承或润滑油溢出箱外，在主轴两端的箱体孔中分别装有毛毡圈密封装置与适用于工作转速不太高时使用。

主轴的材料热处理和技术要求本设计的主轴材料采用钢，热处理方法是调质处理，在轴颈的前端安装刀具处应进行高频表面淬火，表面硬度为。

主轴的精度直接影响到主轴组件的旋转精度主轴与轴承齿轮等零件相连接处的表面几何形状误差和表面粗糙度，关系到接触刚度。

因此，设计时对主轴提出了定的技术要求，它主要包括主轴各配合表面的尺寸公差形位公差表面粗糙度和表面硬度等内容，并应在主轴零件图上准确合理的进行标注，以满足设计要求工艺要求检测要求。

详见机床设计手册第三册第章。

主轴轴承轴承是主轴组件的重要组成部分，已经标准化，我们只须按使用要求选择即可。

轴承的类型配置精度安装调整和润滑等都直接影响主轴组件的工作性能。

主轴的旋转精度在很大程度上由其轴承决定，轴承的变形量约占主轴组件总变形量的，轴承的发热量占的比重也较大。

故主轴轴承应具有旋转精度高刚度大承载能力强抗振性好速度性能高摩擦功耗小噪声低和寿命长等特点，这些是对主轴轴承的基本要求。

般情况下主要支承比辅助支承的精度等级高级，又因为前轴承内圈的偏心量对主轴端部精度的影响大，中轴承的影响较小。

因此，前轴承的精度应当选得高些，通常比后轴承的精度高级。

前轴承我们采用双列向心短圆柱滚子轴承，精度等级选为级中轴承采用单列向心推力球轴承个，精度等级选为级后轴承采用单列向心球轴承，精度等级为级。

主轴组件的刚度验算主轴的验算主要是刚度的验算，与般轴着重于强度的情况不同，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。

刚度分为弯曲刚度与扭转刚度两种。

弯曲刚度用轴在受力时产生的挠度及倾角来度量扭转刚度用轴在受力时每米长度产生的扭转角来度量。

本设计中，主轴的直径相差不大且计算精度要求不高，所以我们把轴看作等径轴，采用平均直径各直径之和除以直径数来进行计算。

我们将轴简化为集中载荷下的简支梁。

主轴的受力分析图主轴箱传递系统图根据设计时的已知条件可得主轴输出转速，传动比传动效率由设计图知，输出齿轮的功率转速与它通过的齿轮啮合对数相关，查机械设计课程设计手册的直齿圆柱齿轮传动效率为，设计中，其啮合的齿轮对数为，则。

由于功率在传动过程中有损失，则在输出齿轮上传递的功率大小为此设计中，电机的输入功率为计算齿轮受力大齿轮的受力计算转矩圆周力径向力其中，直齿圆柱齿轮的压力角为法向力小齿轮的受力计算转矩圆周力径向力其中，直齿圆柱齿轮的压力角为法向力经比较可得小齿轮上受到的力远远大于大齿轮上的力，所以在计算过程中，仅对小齿轮上的力对轴的影响进行了受力分析。

令主轴末端轴承不受力，而其前端受到的径向铣削力为铣刀的最大切削力，则主轴受力如下所示图主轴的受力分析计算支承反力水平面反力垂直面反力画弯矩图水平面弯矩图如上图所示垂直面弯矩图如上图所示合成弯矩图画轴转矩轴受转矩转矩图如上图所示许用应力许用应力值取轴材料为，用插值法由机械设计表查得应力校正系数画当量弯矩图如上图所示当量转矩当量弯矩在小齿轮中间截面处小齿轮在右端轴颈处轴颈画当量弯矩图如上图所示主轴组件的刚度验算主轴端部的挠度切削力作用下，主轴端的位移取弹性模量主轴截面惯性矩截面面积支承刚度支承跨距合理悬伸量取根据式度两种。

弯曲刚度用轴在受力时产生的挠度及倾角来度量扭转刚度用轴在受力时每长度产生的扭转角来度量。

主轴的直径相差不大且计算精度要求不高，所以我们把轴看着等径轴，采用平均直径各直径之和除以直径数来进行计算。

我们将轴简化为集中载荷下的简支梁。

通过本次毕业设计，使我对大学四年所学的技术基础课和专业课的知识进行了次总的复习，特别是对铣床的知识如铣床的总体设计传动系统设计结构设计等有了个比较深入的理解，使自己的综合专业水平达到个新的台阶。

通过这次设计，还提高了自己应用软件和绘图软件的基本能力，为以后的工作和学习打下了坚实的基础。

主要参考文献顾熙棠，迟建山，胡宝珍金属切削机床下册上海上海科学技术出版社机床设计手册编写组编机床设计手册第二册上北京机械工出版社，哈尔滨工业大学哈尔滨市教育局专用机床设计与制造编写组专用机床设计与制造哈尔滨黑龙江人民出版社，沈阳市机电工业学校吴国华金属切削机床北京机械工业出版社扬州工学院黄鹤汀金属切削机床设计北京机械工业出版社大连理工大学戴曙金属切削机床北京机械工业出版社福建机电学校吴林禅金属切削原理与刀具北京机械工业出版社邱宣怀机械设计第四版高等教育出版社刘鸿文材料力学第版北京高等教育出版社致谢在本次毕业设计过程中得到了机制教研室各位老师的指导与帮助，尤其是校外指导老师袁老师校内指导老师庄老师的细心讲解和耐心辅导，在此表示衷心的感谢。

来求挠度，把上已知量带久式得主轴端部位移的许用值目前尚无统标准。

本设计中以主轴支承跨距为标准进行计算，即由此可知在切削力作用下主轴端位移，故满足要求。

传动力作用下，主轴端位移传动力的确定取弹性模量主轴截面惯性矩支承跨距合理悬伸量传动力到前支承的距离传动力到中支承的距离支承刚度则许用值满足要求主轴的倾角主轴上安装主轴轴承处的倾角太大，会破坏轴承的正常工作，缩短轴承的寿命。

因此也须加以限制。

通常计算计算倾角时，常不考虑支承弹性的影响。

在切削力作用下主轴前中支承处的倾角取弹性模量主轴截面惯性矩支承跨距合理悬伸量切削力即表示逆时针方向许用倾角则，满足要求。

在传动力作用下，前中支承的倾角传动力的确定取弹性模量主轴截面惯性矩支承跨距合理传动力到前支承的距离传动力到中支承的距离则许用倾角即有，，满足要求。

通过计算可知，主轴组件的刚度即挠度倾角都能满足要求，故设计的主轴组件是正确的。

主传动系统中各轴承的参数确定图主传动中轴承的布置图表主传动中各轴承参数的确定编号名称型号主要尺寸数量精度等级单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心球轴承，单列向心推力球轴承，双列向心短圆柱滚子轴承，第章结论主运动驱动电动机功率的确定利用估算公式确定主电机功率选为，主电机转速为转分主传动设计确定公比变速组和传动副数目传动顺序方案扩大顺序方案，选用结构式方案，转速图的拟定。

基本变速组第扩大组的模数相等，我们这里用计算法来确定齿轮的齿数。

第二扩大组的模数不相等，但可跟据各齿轮副的中心距相等来确定其齿数。

主传动的布局整体流线型结构变速方式孔盘变速开停装置直接控制电机开停装置制动装置电磁离合器制动换向装置电机的正反转轴与齿轮的计算转速的确定齿轮设计确定，所需要的模数，。

验算齿根弯曲强度，经计算满足强度要求主轴组件的计算主轴组件结构参数的确定。

包括主轴直径内径悬伸量和支承跨距等。

合理。

主轴的结构和组件的布置。

主轴组件的刚度验算，经过计算满足强度要求。

主轴的验算主要是刚度的验算，与般轴着重于强度的情况不同，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强